汽車后橋傳動系統(tǒng)設計和實現(xiàn) 機電一體化專業(yè)

1、- PAGE 26 -汽車后橋傳動系統(tǒng)設計摘要一般車輛廣泛使用的差速器為對稱式圓錐齒輪差速器，是由一系列部件組成的機械系統(tǒng)，包含有行星齒輪軸，半軸齒輪（2個），行星齒輪（4個），差速器（包含有左、右兩個殼），行星及半軸齒輪墊片等部分，具有結構簡單可靠的優(yōu)點，廣泛的使用帶來了成熟的制造工藝，工況穩(wěn)定，作為一種成熟的設計形式廣泛用于車輛制造領域。本文以傳差速器為模型，深入研究了相關設計方法，以貨車（2噸）車型的各項參數(shù)為依據(jù)，通過確定選擇差速器齒輪基本參數(shù)、設計幾何算法確定此差速器的外形、結構，并進行強度計算，保證此圓錐行星齒輪差速器強度達到工作要求。最后，選擇差速器的材料和制造工藝。關鍵詞：差速

2、器、行星齒輪、圓錐齒輪目 錄第一部分 差速器設計及驅動半軸設計 TOC o 1-3 h z u HYPERLINK l _Toc188589317 1 車型數(shù)據(jù) 32 普通圓錐齒輪差速器設計42.1 對稱式圓錐行星齒輪差速器的差速原理 4 HYPERLINK l _Toc188589318 2.2 對稱式圓錐行星齒輪差速器的結構 PAGEREF _Toc188589318 h 8 HYPERLINK l _Toc188589319 2.3 對稱式圓錐行星齒輪差速器的設計和計算 PAGEREF _Toc188589319 h 8 HYPERLINK l _Toc188589320 2.3.1 差

3、速器齒輪的基本參數(shù)的選擇 PAGEREF _Toc188589320 h 8 HYPERLINK l _Toc188589321 2.3.2 差速器齒輪的幾何計算 PAGEREF _Toc188589321 h 11 HYPERLINK l _Toc188589322 2.3.3 差速器齒輪的強度計算 PAGEREF _Toc188589322 h 13 HYPERLINK l _Toc188589323 2.3.4差速器齒輪的材料 PAGEREF _Toc188589323 h 153 驅動半軸的設計 14 HYPERLINK l _Toc188589324 3.1 半浮式半軸桿部半徑的確定

4、 PAGEREF _Toc188589324 h 16 HYPERLINK l _Toc188589325 3.2 半軸花鍵的強度計算 PAGEREF _Toc188589325 h 18 HYPERLINK l _Toc188589326 3.3 半軸其他主要參數(shù)的選擇17 HYPERLINK l _Toc188589327 3.4半軸的結構設計及材料與熱處理 PAGEREF _Toc188589327 h 19第二部分 6109客車總體設計要求 19 1. 6109客車車型數(shù)據(jù) 191.1尺寸參數(shù) 191.2質量參數(shù) 19 1.3發(fā)動機技術參數(shù) 191.3傳動系的傳動比 191.5輪胎和輪

5、輞規(guī)格 202. 動力性計算 202.1發(fā)動機使用外特性 20 2.2車輪滾動半徑 20 2.3滾動阻力系數(shù)f 202.4空氣阻力系數(shù)和空氣阻力 202.5機械效率 20 2.6計算動力因數(shù) 20 2.7確定最高車速 22 2.8確定最大爬坡度 22 2.9確定加速時間 23 3.燃油經濟性計算 23 4.制動性能計算234.1最大減速度234.2制動距離S234.3上坡路上的駐坡坡度i1max：244.4下坡路上的駐坡坡度i2max：24 5. 穩(wěn)定性計算 24 5.1縱向傾覆坡度：245.2橫向傾覆坡度 24 N 結束語 24 參考文獻 26 第一部分 凸塊式滑動齒輪差速器的設計1 車型數(shù)

6、據(jù)1.1參數(shù)表參數(shù)名稱 數(shù)值 單位汽車布置方式 前置后驅 總長 4320 mm 總寬 1750 mm 軸距 2620 mm前輪距 1455 mm后輪距 1430 mm整備質量 1480 kg總質量 2100 kg發(fā)動機型式 汽油 直列 四缸 排量 1.993 L最大功率 76.0/5200 KW最大轉矩 158/4000 NM 壓縮比 8.7:1離合器 摩擦式離合器 變速器檔數(shù) 五檔 手動輪胎類型與規(guī)格 185R14 km/h轉向器 液壓助力轉向前輪制動器 盤后輪制動器 鼓 前懸架類型 雙叉骨獨立懸架后懸架類型 螺旋彈簧最高車速 140 km/h2 凸塊式滑動齒輪差速器設計汽車在正常的行駛路段

7、，由于路面不可能做到絕對平面及其彎道等復雜路況的存在，同一時段里兩側車輪通過的路程（以輪胎表面線速度計算）必然不相同。常見工況如下：拐彎時，車輪用滾痕計算，外側滾痕長明顯大于內側滾痕長；車輪在不平的道路上行駛，路面車輪的高度、波形、起伏不可避免地導致車輪的滾痕不相等；即使道路平直，輪胎載荷的不平衡、氣壓的差異、輪胎胎面磨損、路面參數(shù)的差異以及制造工藝、材料特性誤差等因素也必然引起兩側車輪行程不相等。若在兩側車輪間采用剛性驅動橋連接，則會必然引起驅動輪側向滑移或偏離行駛方向的滑轉，長久下去會嚴重磨損輪胎品質，增大功率損失，浪費燃料，進而嚴重影響操縱品質。汽車驅動輪間的差速器的作用就是通過在驅動橋

8、兩側車輪間形成柔性連接，形成兩側不同的旋轉角速度，確保汽車正常行駛的基本操作品質工況，滿足運動學要求。差速器的定義為通過在兩輸出軸間協(xié)調合理配置轉矩力矩，從而使輸出軸根據(jù)實際工況的變化調整兩側旋轉角速度，保證汽車行駛要求的部件。本文以對稱式圓錐行星齒輪差速器進行分析設計。2.1 滑動齒輪差速器的差速原理圖2-1 差速器差速原理 圖2-1所示差速器采用對稱式錐齒輪布局，行星齒輪軸5和差速器殼3以行星架結構相連。主動部分從運動齒輪6連接到主減速器，以角速度帶動半軸齒輪從動件以角速度、轉動。行星齒輪4、半軸齒輪嚙合于A、B點，C點為行星齒輪中心，A、B、C點與旋轉中心軸線距離相等，設置為。 當行星架

9、帶動行星齒輪以差速器旋轉軸線為中心軸線進行公轉運動時，線速度的計算公式為。A、B、C由于距離中心旋轉軸線的距離相同，因此圓周速度（線速度）一樣（如圖2-1），故=，所以機構沒有起到差速功能，半軸角速度為殼3角速度。當行星齒輪4在公轉同時還進行自轉運動時情況則發(fā)生了變化，設自轉以角速度圍繞軸5轉動時，A點圓周速度為與兩者線速度之和，B點的圓周速度為與兩者線速度之差。+=（+）+(-) 得 + =2 （2-1） 以每分鐘轉數(shù)0（單位：轉/分鐘）表示角速度，則 （2-2）同時，也可以知道：1當一半齒輪的速度為零時，另一方仍然保持兩倍于差殼的速度；2當傳動軸被中央制動器制動時，例如，差分殼的速度降低到

10、零。如果一個半軸齒輪因扭矩而旋轉，則另一方以相同的速度旋轉。也就是說，此類差速器采用對稱式形制，上式表征了其運動特征，兩半軸齒輪具有相同的直徑。通過特征方程得出結論：齒輪轉速之和相對獨立于行星齒輪轉速，數(shù)量關系上呈現(xiàn)兩倍的關系。汽車行駛于各種工況時，差速器都可以在兩側驅動輪上實現(xiàn)轉速差，確保不滑動。同時可知： = 1 * GB3 由于兩側轉速和為定值，當其中一側為零時另一側則保持兩倍轉速； = 2 * GB3 如中央制動器制動傳動軸差速器殼轉速降為零，此時若一側半軸齒輪轉動，則另一側同速向相反側轉動。2.2 對稱式圓錐行星齒輪差速器結構一般形制的對稱式圓錐齒輪差速器由五個主要部分組成，即：行星

11、齒輪軸，半軸齒輪（2個），行星齒輪（4個），差速器（包含有左、右兩個殼），行星及半軸齒輪墊片等部分。如下圖所示。具有結構簡單可靠的優(yōu)點，工況穩(wěn)定，作為一種成熟的設計形式廣泛應用。 2.3 對稱式圓錐行星齒輪差速器的設計和計算主減速器從動齒輪安裝在差速器殼上，重點考慮因素有主動齒輪導向軸承承受能力和主減速器從動齒輪支承的最大值，應合理選擇、確定主減速器相關部件的尺寸。2.3.1 差速器齒輪的基本參數(shù)的選擇1.行星齒輪數(shù)目的選擇 一般載貨用的載重型汽車采用2個。 2.行星齒輪球面半徑的確定 對一般齒輪差速器而言，由背球面半徑決定其結構特征，行星齒輪尺寸與圓錐齒輪節(jié)錐距相適應，符合強度特性。 由經驗

12、公式計算： mm 12(2-3) 其中通常取值2.522.99，載貨汽車的行星齒輪球面半徑系數(shù)通常取小值；T=MIN（Tce、Tcs）： （2-4） 根據(jù)i0(主減速比值)可得出選型結論即單雙級、輪邊減速器是否設置等結論，從而確定與汽車總布置相適應的減速型式。，動錐齒輪轉矩Tce： （2-5） 其中：Tce計算轉矩，Nm；Temax=158 Nm發(fā)動機最大轉矩；N=1計算驅動橋數(shù)；if=3.704變速器傳動比；i0 =5.91主減速器傳動比；=0.96變速器傳動效率；k=1液力變矩器變矩系數(shù)；Kd=1猛接離合器的動載系數(shù)；i1=1變速器最低擋傳動比；代入式（2-5），得：Tce=3320.4

13、Nm計算主動錐齒輪轉矩T=896.4Nm=2.7=40mm 所以確定選擇節(jié)錐距40mm。3.行星齒輪與半軸齒輪的選擇在滿足要求的情況下適當減少行星齒輪齒數(shù)可以獲得較大的模數(shù)，確保齒輪強度，但最低不得少于10。通常/=1.52.0，半軸齒數(shù)1425。半軸齒輪同時嚙合行星齒輪的特點決定了確定齒輪齒數(shù)時需要重點考慮裝配關系，其+(兩側半軸齒輪的齒數(shù))必須是行星齒輪的整數(shù)倍，保證行星齒輪在半軸齒輪軸線做到均勻分布，保證安裝正常進行，即安裝條件為： (2-6) 其中：，為兩側半軸齒輪的齒數(shù)，對稱式形制差速器的= 行星齒輪數(shù)目； 任意整數(shù)。本次設計取值=12，=20，滿足要求。4.差速器圓錐齒輪模數(shù)及半軸

14、齒輪節(jié)圓直徑的選擇 行星齒輪、半軸齒輪的節(jié)錐角、按下式計算： =30.96 (2-7) =90-=59.03 再求出圓錐齒輪的大端端面模數(shù)m m=3.35 (2-8) 由文獻3查出m=4mm，代入可得mm，=420mm。 5.壓力角齒輪壓力角用22.5，齒高系數(shù)0.8、最小齒數(shù)10，行星齒輪齒頂不變尖時可切線修正半軸齒厚，保證強度相同。由于這種齒數(shù)選擇最小值一般大于壓力角20對應的最小值，因此一般選擇22.5的壓力角，為滿足提高一定強度的要求則選用大模數(shù)。6. 行星齒輪安裝孔的直徑、深度L等于齒輪軸的名義尺寸；安裝孔深L為行星齒輪軸承長，兩者存在數(shù)量關系： 其中：取值為3320.4Nm，表示差

15、速器傳遞轉矩 取值為4，表示行星齒輪的數(shù)目； 取值為69 MPa，表示對支承面結構產生的擠壓應力根據(jù)上式=64mm =0.564=32mm 18.4mm 20mm2.3.2 差速器齒輪的幾何計算表3-1汽車差速器直齒錐齒輪的幾何尺寸計算用表續(xù)表 續(xù)表 2.3.3 差速器齒輪的強度計算受差速器結構和承受載荷的限制，對齒輪尺寸選擇與主減速器齒輪不同。差速器通過使兩側車輪不等速旋轉來適應轉向和不同路況：單側打滑； = 2 * GB3 轉彎； = 3 * GB3 兩側輪行駛路程差異。因此需要對差速器齒輪進行校核，主要是彎曲強度： MPa (3-6) 其中： ，表示單個行星齒輪對單個半軸齒輪的傳遞轉矩，

16、=498.06Nm； 差速器的行星齒輪數(shù)； 半軸齒輪齒數(shù)；尺寸系數(shù)，體現(xiàn)了工藝制作材料的不均衡性，時， 0.629被稱為載荷分配系數(shù)，表示騎馬式支承型齒輪時取值范圍為 1.001.1；其他形式時取值范圍為1.101.25。最小值在支承剛度最大時取得；質量系數(shù)，當驅動橋齒輪接觸良好時=1.0; 綜合表征差速器齒輪的彎曲應力，由圖1-1所示經驗數(shù)據(jù)可得，=0.225；圖1-2 彎曲計算用綜合系數(shù)=478.6MPa980 MPa此設計結果滿足彎曲強度要求。2.3.4差速器齒輪的材料差速器和主減速器齒輪均采用滲碳合金鋼。差速器錐齒輪一般選擇20CrMnTi、20CrMoTi、20CrMo和22CrMn

17、Mo等幾類進行精鍛制造。3 驅動半軸的設計 驅動半軸是汽車發(fā)動機動力傳遞轉矩部件。整體式驅動橋以半軸作為車輪傳動主要部件；轉向和斷開式驅動橋以萬向傳動裝置使用更加廣泛。本章節(jié)重點研究半浮式結構的半軸設計，具體采用突緣、輪盤、制動鼓直連設計，文獻1圖9-99（b）。 下圖為典型半浮式半軸，結構是套管外端鉆孔，輪安裝于半軸，而軸外端的支承軸承直接作用于內孔上。車輛在正常行駛過程中路面對車輪會施加一個反方向的力，隨著帶來一定程度的力矩，半浮式半軸的作用除了承受和傳導轉矩以外，其外端還需要承受彎矩這部分力矩。半浮式半軸具有結構較為簡單、可靠性高的特點，具備較大的載荷承受特點，一般只用于家用轎車、載重輕

18、型的貨車或客車上。 3.1 半浮式半軸桿部半徑的確定在半軸設計選型時應綜合考慮軸直徑的主要尺寸和經常出現(xiàn)的工況，通過計算確定載荷。（1）X2（縱向力）=Z2最大時附著系數(shù)0.8，此情況下無側向力；（2）Y2（側向力）側滑時最大，側向附著系數(shù) 1.0，X2=0；（3）Z2（垂向力）在車輪高速駛過不平整路面時最大，Z2 =(Z2-gw)kd（kd為動載荷系數(shù)），X2=0，Y2=0。 地面、車輪間的摩擦系數(shù)和力學特征制約著最大附著力的大小，進而影響車輪的縱向、側向力，即：由上式分析可得X2（縱向力）最大時，Y2（側向力）=0，Y2（側向力）最大時，X2（縱向）=0。 半浮式半軸一般工作于以下三種工況

19、，在設計時需要重點考慮：表示縱向力， 表示側向力。當取值最大時=0，（表示垂向力，其中=10500N），最大值，（ 設置為12，設置為08），計算得=6300N =5040N 計算半軸彎曲時的應力、扭轉時的切應力公式如下 a=0.06m表示由輪心平面距輪轂軸承的長度，= 77.08mpa = 199.63mpa 計算得合成應力=406mpa (2) （側向力）取最大值時（縱向力）=0，該工況為側滑：作用于外輪的（垂直反力）和作用于內輪的（垂直反力）為 表示車重心高度，=738.56mm；輪距=1430mm；側滑工況時的附著系數(shù)=1。表示外輪側向力， 表示內輪側向力，表示外輪彎曲應力，表示內輪彎

20、曲應力，計算公式為 表示作用于內、外兩側車輪的總側向力，為。綜合計算得:= 565.1mpa =666.4 mpa (3)車行駛通過不平路況（垂向力）最大， ，（垂直力）最大：其中動載系數(shù)對于不同種類汽車取值不同，轎車取值1.75，貨車取值2.0，越野車取值2.5。計算半軸的彎曲應力：=87.7mpa 因此設置半軸直徑0.040m，其合成應力滿足使用要求。3.2 半軸花鍵的強度計算剪切應力為 （3-1）擠壓應力為 （3-1）式中T取值3320.4Nm，表示半軸承受的最大轉矩，；DB取值44mm，表示花鍵(軸)外徑；dA取值40mm，相對應的花鍵孔內徑；z取值20，表示花鍵齒數(shù)；Lp取值55mm

21、，表示花鍵長度；b取值3.75mm，表示花鍵齒寬；取得0.75，表示載荷分布不均勻系數(shù)。 代入上述數(shù)據(jù)計算得：=51.1MPa，=95.8 MPa由上述公式校核半軸花鍵承受的剪切和擠壓應力。傳遞轉矩最大時，花鍵切應力71.05 MPa，擠壓應力196 MPa，滿足要求。參考文獻3表4-3。3.3 半軸其他主要參數(shù)的選擇花鍵參數(shù)：齒數(shù)：20齒， 模數(shù)：1.5, 油封外圓直徑：60,65半軸長度：744.5 參考文獻（2）第四章第三節(jié) 法蘭參數(shù)：5-16.2B10,分布圓120十孔位置度0.2 上述參數(shù)主要參考網(wǎng)絡文獻（1）： 3.4半軸的結構設計及材料與熱處理一般情況下需要將花鍵端部加工的粗些同

22、時減小鍵槽深度，半軸花鍵內徑取值原則為大于或等于桿部直徑，所以一般花鍵齒數(shù)取值10齒(轎車)至18齒(大型載貨汽車)。對于半軸產生破壞的形式一般是材料扭轉疲勞，結構設計時上應充分考慮扭轉疲勞的情況盡量將過渡圓角半徑加大，平均散布應力，避免應力太過于集中造成的應力疲勞。對于重型車，如果不具備大型鍛造設備，則使用雙側花鍵聯(lián)接并設置相同花鍵參數(shù)，在保證半軸桿部直徑和外端突緣的前提下簡化工藝制造過程。一般現(xiàn)代汽車在半軸選型上使用較多的有漸開線、矩形和梯形花鍵。半軸制造材料選擇40Cr，40CrMnMo（Si、A），35CrMn（Si、Ti）等中碳合金鋼（含鉻），其中40MnB應用日益廣泛，是我國自主研

23、發(fā)鋼種。半軸的熱處理也是一項重要的工藝流程，由以前調質處理，到現(xiàn)在已經發(fā)展為高中頻感應淬火，桿部和突緣部分硬度要求分別為HB388444、HB248，近幾年發(fā)展的現(xiàn)代工藝使表面淬火區(qū)和突緣等不經淬火區(qū)硬度分別達HRC5263、HB248277，心部硬度HRC3035，硬化層深達半徑13；中碳(40號、45號)鋼推廣后，綜合殘余的半軸表面壓應力、結構強度的提高、噴丸處理工藝的使用、在半軸突緣根部進行圓角過渡的滾壓工藝，半軸疲勞強度和靜強度得到了極大提高。第二部分 6109客車總體設計要求1. 6109客車車型數(shù)據(jù)1.1尺寸參數(shù)：表1 6108客車整車尺寸參數(shù)尺寸類型項目參數(shù)值整車外形尺寸（mm）

24、總長LB9000總寬BB2470總高HB3300車廂內部尺寸（mm）長LB8100寬BB2300高HB1930底盤布置尺寸（mm）軸距L4300前后輪距B1/B21930/1790通過性參數(shù)（整車整備靜態(tài)）最小離地間隙hmin（mm）230接近角（）9離去角（）8.51.2質量參數(shù)：表2 6108客車質量參數(shù)表類別項目參數(shù)值質量參數(shù)整車整備質量me（kg）8100乘員數(shù)30(座)+15(立)+1人最大總質量ma (kg)10500最大軸載質量（kg）前軸G15775后軸G247251.3發(fā)動機技術參數(shù)： 表3 PE6T發(fā)動機性能參數(shù)型號PE6T額定功率Pe (kw)135額定功率轉速ne (r

25、pm)2500最大轉矩Ttq (nm)710最大轉矩時轉速nt (rpm)1650全負荷最低燃油消耗量b (kwh)2201.3傳動系的傳動比：表4 變速器和主減速器的傳動比檔位檔(ig1)檔(ig2)檔(ig3)檔(ig4)檔(ig5)倒檔速比6.934.032.3651.401.006.93主減速器傳動比ig06.1231.5輪胎和輪輞規(guī)格：輪胎：9R22.52. 動力性計算2.1發(fā)動機使用外特性：根據(jù)發(fā)動機廠提供的外特性曲線列成表5表5 發(fā)動機外特性參數(shù)表Ne（rpm）6009001200150018002100Pe（kw）52.6081.47110.92141.50168.09192.

26、10Ttq（Nm）837.2864.5882.7900.9891.8873.6B(g/ kwh)2242202172152152172.2車輪滾動半徑： 輪胎：9R22.5 rr0.495m2.3滾動阻力系數(shù)f： 為計算方便，近似取0.0152.4空氣阻力系數(shù)和空氣阻力： 本車的空氣阻力系數(shù)CD=0.7迎風面積ABBHB=2.473.3=8.151(m2)式中：BB為汽車總寬2470mm；HB為汽車總高3300mm2.5機械效率： T=變 *主 *傳 式中：變?yōu)樽兯倨鱾鲃有?，近似?5% 主為主減速器傳動效率，取96% 傳為萬向節(jié)傳動效率，單個萬向節(jié)取98%，兩個萬向節(jié)取96% T =95%

27、*96%*96%=87.6%2.6計算動力因數(shù)： 各檔動力因數(shù)的計算按下列公式計算 式中：ig各檔傳動比 G汽車總重 Ua車速 Ft驅動力 Fw空氣阻力 D動力因數(shù)各檔的動力因數(shù)見表6表10表6 檔的計算結果Ua（km/h）2.613.965.286.67.929.24Ft（N）4905050649.8351681.5527885225551188Fw（N）1.8234.237.5211.7616.9323.05D0.4760.4920.5020.5120.5070.497表7 檔的計算結果Ua（km/h）4.256.38.410.512.614.7Ft（N）28524294543007530

28、6953038529765Fw（N）4.8710.719.0529.742.858.3D0.2770.2860.2920.2980.2940.288表8 檔的計算結果Ua（km/h）7.711.5215.319.22326.8Ft（N）167341728017644180081782617462Fw（N）16.035.763.299.53142.8193.9D0.1620.1670.1700.1740.1710.167表9 檔的計算結果Ua（km/h）13.0219.5326.0432.539.0654.5Ft（N）99091023210447106621055310339Fw（N）45.77

29、102.9183.08285.1411.9568.8D0.0950.0980.0990.1000.0980.094表10 檔的計算結果Ua（km/h）1832820.627.3636.4845.654.7263.8Ft（N）707872987451760575287375Fw（N）90.22202.1359.3561.4808.41099D0.0680.0700.0690.0680.0650.061表11 各檔的最大動力因數(shù)表檔位檔檔檔檔檔最大動力因數(shù)Dmax0.4610.2820.1650.1010.071圖1 6117客車的動力特性圖2.7確定最高車速： 最高車速計算公式為： 式中：表示旋轉質量轉換系數(shù) =f（cos+sin） 良好水平面可達到最高車速 =0 dua/dt=0 D=f 最高車速對應為發(fā)動機額定最大轉速2100r/min，計算公式為：ua=0.377*2100*0.495/（